Расчет редуктора

Dзаг ? Dпр; Cзаг ? Cпр; Sзаг ? Sпр.

Значения Dзаг, Cзаг, Sзаг (мм) вычисляются по формулам: для цилиндрической шестерни (рис. 7, а) Dзаг = da + 6 мм; для колеса с выточками (рис. 7, в) Cзаг = 0,5b2 и Sзаг =8m; для колеса без выточек (рис. 6) Sзаг = b2 + 4 мм.

Dзаг1 = 119.61 + 6 мм = 125.61 мм;

Dзаг2 = 342.39 + 6 мм = 348.39 мм;



Sзаг2 = 71 + 4 мм = 75 мм.

3.4.9 Проверка зубьев колес по контактным напряжениям

Расчетное значение контактного напряжения [1, стр. 23]

где Zу = 9600 для прямозубых и Zу = 8400 для косозубых передач, МПа1/2.

уH = 450.05 МПа;

Если расчетное напряжение уH меньше допустимого [уH] в пределах 15-20% или уH больше [уH] в пределах 5%, то ранее принятые параметры передачи принимают за окончательные. В противном случае необходим пересчет. [1, стр. 23]

уH меньше [уH] на 6.79%.

Ранее принятые параметры передачи принимаем за окончательные.

3.4.10 Силы в зацеплении

Рис. 8



Окружная

Ft = 2•103•T1/d1;

Ft = 2•103•348.39/108.61 = 6415.43 Н;

радиальная

Fr = Fttgб/cosв

(для стандартного угла б=20o tgб=0,364);

Fr = 6415.43 • 0.364/cos9.07o = 2364.78 Н;

осевая

Fa = Fttgв;

Fa = 6415.43 • tg9.07o = 1023.99 Н.



4. Эскизное проектирование

После определения межосевых расстояний, размеров колес и червяков приступают к разработке конструкции редуктора или коробки передач. Первым этапом конструирования является разработка эскизного проекта. При эскизном проектировании определяют положение деталей передач, расстояния между ними, ориентировочные диаметры ступенчатых валов, выбирают типы подшипников и схемы их установки. [1, стр. 42]

4.1 Проектные расчеты валов

Предварительные значения диаметров (мм) различных участков стальных валов редуктора определяют по формулам [1, стр. 42]:

для быстроходного (входного) вала

dвх = 18 мм;

для промежуточного

dК пр = 35.2 мм;

для тихоходного (выходного)



dвых = 40.4 мм;

Рис. 9

Рис. 10

Рис. 11

В приведенных формулах TБ, TТ - номинальные моменты, Н•м. Большие значенияБольшие значения d и dk принимают для валов на роликоподшипниках, для валов шевронных передач и промежуточных валов соосных передач при твердости колеса выше 55 HRCэ.

Вычисленные значения диаметров откругляют в ближайшую сторону до стандартных (см. табл. 24.1[1]).

Диаметры валов быстроходного, промежуточного и тихоходного валов согласуют с диаметрами валов по табл. 24.27 [1] и с диаметрами отверстий устанавливаемых на них деталей (шкива, звездочки, полумуфты).

Принимаем диаметры и длины концов согласно таблице 24.28 [1]

dвх = 18 мм;

dвых = 40 мм.

Высоту tцил(tкон) заплечника, координату r фаски подшипника и размер f (мм) фаски колеса принимают в зависимости от диаметра d [1, стр. 42].

Диаметры под подшипники:

dП вх = 18 + 2•3 = 24 мм;

dП пр = 35.2 - 3•2.5 = 27.7 мм;

dП вых = 40 + 2•3.5 = 47 мм.

Принимаем посадочные места под подшипники согласно ГОСТ 8338-75 на подшипники шариковые радиальные однорядные (табл. 24.10 [1]):

dП вх = 25 мм;

dП пр = 30 мм;

dП вых = 50 мм.

Диаметры безконтактных поверхностей:

dБП вх = 25 + 3•1.5 = 29.5 мм;



dБП пр = 30 + 3•2.5 = 37.5 мм;

dБП вых = 50 + 3•2.5 = 57.5 мм.

Принимаем диаметр тихоходного вала для установки зубчатого колеса:

dК вых = 59.5 мм.

4.2 Расстояния между деталями передач

Чтобы поверхности вращающихся колес не задевали за внутренние поверхности стенок корпуса, между ними оставляют зазор "а" (мм) [1, стр.45]:

,

где L - расстояние между внешними поверхностями деталей передач, мм.

a = 11.4 мм.

Вычисленное значение a округляют в большую сторону до целого числа. В дальнейшем по a будем понимать также расстояние между внутренней поверхностью стенки корпуса и торцом ступицы колеса. [1, стр. 45]

Принимаем

a = 12 мм.

Расстояние b0 между дном корпуса и поверхностью колес или червяка для всех типов редукторов и коробок передач принимают [1, стр. 45]:

b0 ? 3a.

Принимаем

b0 = 36 мм.



4.3 Выбор типов подшипников

Для опор валов цилиндрических прямозубых и косозубых колес редукторов и коробок передач применяют чаще всего шариковые радиальные подшипники. Первоначально назначают подшипники легкой серии. Если при последующем расчете грузоподъемность подшипника окажется недостаточной, то принимают подшипники средней серии. При чрезмерно больших размерах шариковых подшипников в качестве опор валов цилиндрических колес применяют подшипики конические роликовые. [1, стр.47]

Предварительно назначаем шариковые радиальные подшипники легкой серии.

Обычно используют подшипники класса точности 0. Подшипники более высокой точности применяют для опор валов, требующих повышенной точности вращения или работающих при особо высоких частотах вращения. [1, стр. 47]

4.4 Схемы установки подшипников

Схема установки подшипников "враспор" конструктивно наиболее проста. Ее широко применяют при относительно коротких валах. При установке в опорах радиальных шариковых подшипников отношение l/d ? 8...10. [1, стр. 49]

Валы в двухступенчатых цилиндрических редукторах считаются относительно короткими, поэтому назначаем схему установки подшипников "враспор".



Рис. 12

4.5 Составление компоновочной схемы

Компоновочные схемы изделия составляют для того, чтобы оценить соразмерность узлов и деталей привода. Ранее выполненный эскизный проект редуктора (коробки передач) и выбранный электродвигатель, если их рассматривать отдельно, не дают ясного представления о том, что же в конечном итоге получилось. Нужно их упрощенно изобразить вместе с приводным валом, на одном листе, соединенными друг с другом непосредственно, с применением муфт или ременной (цепной) передачи. Компоновочные схемы выполняются в масштабе уменьшения. Они служат прообразом чертежа общего вида привода. [1, стр. 52]



5. Конструирование зубчатых колес первой ступени

По результатам разработки эскизного проекта были вычерчены контуры зубчатых колес и червяков. Следующим шагом является конструктивная обработка их формы. [1, стр. 62]

5.1 Шестерня

Форма зубчатого колеса может быть плоской (рис.8, а, б) или с выступающей ступицей (рис.8, в). Значительно реже (в одноступенчатых редукторах) колеса делают со ступицей, выступающей в обе стороны.[1, стр. 62]

Рис. 13

На рис. 13 показаны простейшие формы колес, изготовляемых в единичном и мелкосерийном производстве. Чтобы уменьшить объем точной обработки резанием, на дисках колес выполняют выточки (рис. 13, б, в). При диаметре da < 80 мм эти выточки, как правило, не делают (рис. 13, а). [1, стр. 62]

da1 = 72.17 мм;

Так как da1 < 80 , то выточки не производим.

Длину lст посадочного отверстия колеса желательно принимать равной или больше b2 зубчатого венца (lст>b2). Принятую длину ступицы согласуют с расчетной (см. расчет соединения шлицевого, с натягом или шпоночного, выбранного для передачи вращающего момента с колеса на вал) и с диаметром посадочного отверстия d [1, стр. 63]:

lст = (0,8...1,5)d, обычно lст = (1,0...1,2)d.

Так как зубчатое колесо выполнено совместно с валом, то рассчитывать ступицу нет необходимости.

На торцах зубчатого венца (зубьях и углах обода) выполняют фаски f = (0,5...0,6)m, которые округляют до стандартного значения. На прямозубых зубчатых колесах при твердости рабочих поверхностей менее 350 HB - под углом бф = 45o (рис. 13, а, б), а при более высокой твердости бф = 15...20o(рис. 13, в). [1, стр. 63]

Фаска венца

f = 0,5 • m = 0,5 • 1.75 = 0.88 мм;

округленная до стандартного значения

f = 1 мм.

Стандартные значения фасок:

d, мм .....	20...30	30...40	40...50	50...80	80...120	120...150	150...250	250...500
f, мм .....	1,0	1,2	1,6	2,0	2,5	3,0	4,0	5,0



5.2 Зубчатое колесо

da2 = 261.35 мм;

Так как da2 > 80 , то выточки выполним выточки на торце колеса глубиной 2 мм.

Принимаем

lст = 1,2d = 1.2 • 35.2 = 42.24 мм.

Принимаем lст = b2 = 50 мм.

Ширину S торцов зубчатого венца принимают [1, стр. 63]:

S = 2,2m + 0,05b2,

где m - модуль зацепления, мм.

S = 2.2 • 1.75 + 0.05 • 50 = 6.4 мм.

Фаска венца

f = 0,5 • m = 0,5 • 1.75 = 0.88 мм;

округленная до стандартного значения

f = 1 мм.



6. Конструирование зубчатых колес второй ступени

По результатам разработки эскизного проекта были вычерчены контуры зубчатых колес и червяков. Следующим шагом является конструктивная обработка их формы. [1, стр. 62]

6.1 Шестерня

da1 = 119.61 мм;

Так как da1 > 80 , то выточки выполним выточки на торце колеса глубиной 2 мм.

Так как зубчатое колесо выполнено совместно с валом, то рассчитывать ступицу нет необходимости.

Ширину S торцов зубчатого венца принимают [1, стр. 63]:

S = 2,2m + 0,05b2,

где m - модуль зацепления, мм.

S = 2.2 • 2.75 + 0.05 • 71 = 9.6 мм.

Фаска венца

f = 0,5 • m = 0,5 • 2.75 = 1.38 мм;

округленная до стандартного значения

f = 1.6 мм.



6.2 Зубчатое колесо

da2 = 342.39 мм;

Так как da2 > 80 , то выточки выполним выточки на торце колеса глубиной 2 мм.

Принимаем

lст = 1,2d = 1.2 • 59.5 = 71.4 мм.

При lст>b2 выступающую часть ступицы располагают по направлению действия осевой силы Fa в зацеплении. [1, стр. 63]

Диаметр dст назначают в зависимости от материала ступицы: для стали dст = (1,5...1,55)d; чугуна dст = (1,55...1,6)d; легких сплавов dст = (1,6...1,7)d: меньшие значения для шлицевого колеса с валом, большие - для шпоночного и соединения с натягом. [1, стр. 63]

Назначаем

dст = 1.55d = 1.55 • 59.5 = 92.23 мм;

Округлим полученные значения до целых

lст = 71 мм;

dст = 92 мм.

Ширину S торцов зубчатого венца принимают [1, стр. 63]:

S = 2,2m + 0,05b2,

где m - модуль зацепления, мм.

S = 2.2 • 2.75 + 0.05 • 71 = 9.6 мм.



Фаска венца

f = 0,5 • m = 0,5 • 2.75 = 1.38 мм;

округленная до стандартного значения

f = 1.6 мм.



7. Подбор шпоночных соединений

7.1 Подбор шпонки для соединения зубчатого колеса и промежуточного вала

При установке колес на валах необходимо обеспечить надежное базирование колеса по валу, передачу вращающего момента от колеса к валу или от вала к колесу. [1, стр. 77]

Для передачи вращающего момента чаще всего применяют призамтические и сегментные шпонки. [1, стр. 77]

Рис. 14

Призматические шпонки имеют прямоугольное сечение; концы скругленные (рис. 9, а) или плоские (рис. 9, б). Стандарт для каждого диаметра вала определнные размеры поперечного сечения шпонки. Поэтому при проектных расчетах размеры b и h берут из табл. 9 [1, табл. 24.29] и определяют расчетную длину lр шпонки. Длину l = lр + b шпонки со скругленными или l = lр с плоскими торцами выбирают из стандартного ряда. Длину ступицы назначают на 8...10 мм больше длины шпонки.

Назначаем в качестве соединения призматическую шпонку со скругленными концами.



Рис. 15

Диаметр вала, d	Сечение шпонки	Фаска у шпонки s	Глубина паза	Длина l
	b	h		вала t1	ступицы t2
Св. 12 до 17 >> 17 >> 22 >> 22 >> 30	5 6 8	5 6 7	0,25 - 0,4	3 3,5 4	2,3 2,8 3,3	10 - 56 14 - 70 18 - 90
>> 30 >> 38 >> 38 >> 44 >> 44 >> 50 >> 50 >> 58 >> 58 >> 65	10 12 14 16 18	8 8 9 10 11	0,4 - 0,6	5 5 5,5 6 7	3,3 3,3 3,8 4,3 4,4	22 - 110 28 - 140 36 - 160 45 - 180 50 - 200
>> 65 >> 75 >> 75 >> 85 >> 85 >> 95	20 22 25	12 14 14	0,6 - 0,8	7,5 9 9	4,9 5,4 5,4	56 - 220 63 - 250 70 - 280

Примечания. 1. Длину l (мм) призматической шпонки выбирают из ряда: 10, 12, 14, 16, 18, 20, 22, 25, 28, 32, 36, 40, 45, 50, 56, 63, 70, 80, 90, 100, 110, 125, 140, 160, 180, 200, 250, 280.

При диаметре вала 35.2 мм и длине ступицы 50 выбираем шпонку со следующими параметрами:

b = 10 мм;

h = 8 мм;

s = 0.4 мм;



t1 = 5 мм;

t2 = 3.3 мм.

Длину шпонки назначим примерно на 8...10 мм меньше длины ступицы, согласно стандартному ряду длин для шпонок:

l = 45 мм.

При передаче момента шпоночным соединением посадки можно принимать по следующим рекомендациям (посадки с большим натягом - для колес реверсивных передач) [1, стр. 77]:

для колес цилиндрических прямозубых....................... H7/p6 (H7/r6);

для колес цилиндрических косозубых и червячных...... H7/r6 (H7/s6);

для колес конических.................................................. H7/s6 (H7/t6);

для коробок передач.................................................... H7/k6 (H7/m6).

Назначаем посадку шпоночного соединения H7/r6.

Посадки шпонок регламентированы ГОСТ 23360-78 для призматических шпонок. Рекомендуют принимать поле допуска для ширины шпоночного паза вала для призматической шпонки P9, а ширины шпоночного паза отверстия P9.

7.2 Подбор шпонок для соединения зубчатого колеса и выходного вала

Назначаем в качестве соединения призматическую шпонку со скругленными концами.

При диаметре вала 59.5 мм и длине ступицы 71 выбираем шпонку со следующими параметрами:

b = 18 мм;

h = 11 мм;

s = 0.4 мм;

t1 = 7 мм;



t2 = 4.4 мм.

Длину шпонки назначим примерно на 8...10 мм меньше длины ступицы, согласно стандартному ряду длин для шпонок:

l = 63 мм.

При передаче момента шпоночным соединением посадки можно принимать по следующим рекомендациям (посадки с большим натягом - для колес реверсивных передач) [1, стр. 77]:

для колес цилиндрических прямозубых....................... H7/p6 (H7/r6);

для колес цилиндрических косозубых и червячных...... H7/r6 (H7/s6);

для колес конических.................................................. H7/s6 (H7/t6);

для коробок передач.................................................... H7/k6 (H7/m6).

Назначаем посадку шпоночного соединения H7/r6.

Посадки шпонок регламентированы ГОСТ 23360-78 для призматических шпонок. Рекомендуют принимать поле допуска для ширины шпоночного паза вала для призматической шпонки P9, а ширины шпоночного паза отверстия P9.

7.3 Подбор шпонок входного и выходного хвостовиков

Входной вал.

При диаметре хвостовика 18 мм и длине хвостовика 28 выбираем шпонку со следующими параметрами:

b = 6 мм;

h = 6 мм;

s = 0.25 мм;

t1 = 3.5 мм;

t2 = 2.8 мм.

Длину шпонки назначим примерно на 8...10 мм меньше длины хвостовика, согласно стандартному ряду длин для шпонок:



l = 16 мм.

Выходной вал.

При диаметре хвостовика 40 мм и длине хвостовика 110 выбираем шпонку со следующими параметрами:

b = 12 мм;

h = 8 мм;

s = 0.4 мм;

t1 = 5 мм;

t2 = 3.3 мм.

Длину шпонки назначим примерно на 8...10 мм меньше длины хвостовика, согласно стандартному ряду длин для шпонок:

l = 90 мм.



8. Подбор подшипников качения на заданный ресурс

Расчет подшипников проводится по рекомендациям Дунаева П.Ф., Леликова О.П. [1, стр. 105-112].

8.1 Подшипники быстроходного вала

Исходные данные для расчета: частота вращения вала n = 719.19 мин-1; требуемый ресурс при вероятности безотказной работы 90%: L'10ah = 33533.28 ч.; диаметр посадочных поверхностей вала d = 25 мм; максимальные длительно действующие силы: Fr1max = Fr/2 = 513.8 Н, Fr2max = Fr/2 = 513.8 Н, FAmax = 401.32 Н; режим нагружения - III - средний нормальный; ожидаемая температура работы tраб = 50oC.

Для типового режима нагружения III коэффициент эквивалентности KE = 0.56. Вычисляем эквивалентные нагрузки:

Fr1 = KEFr1max = 0.56 • 513.8 = 287.73 Н;

Fr2 = KEFr2max = 0.56 • 513.8 = 287.73 Н;

FA = KEFAmax = 0.56 • 401.32 = 224.74 Н.

Предварительно назначаем шариковые радиальные подшипники легкой серии 205. Схема установки подшипников - враспор.

Для выбранной схемы установки подшипников следует:

Fa1 = FA = 224.74 Н;

Fa2 = 0.

Дальнейший расчет производим для более нагруженной опоры 1.



1. Для принятых подшипников из табл. 24.10 [1] находим:

Cr = 14000 Н;

C0r = 6950 Н.

2. Отношение iFa/C0r = 1•224.74/6950 = 0.032.

Из табл. 7.1 [1, стр.104] выписываем, применяя линейную интерполяцию значений (т.к. значение iFa/C0r является промежуточным) X = 0.56, Y = 1.95, e = 0.23.

3. Отношение Fa/(VFr) = 224.74/(1•287.73) = 0.781, что больше e = 0.23 (V=1 при вращении внутреннего кольца). Окончательно принимаем X = 0.56, Y = 1.95.

4. Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка

Pr = (VXFr + YFa)KбKт.

Принимаем Kб [1, табл. 7.4 стр 107]; Kт = 1 (tраб < 100o).

Pr = (1 • 0.56 • 287.73 + 1.95 • 224.74) • 1.4 • 1 = 839.12 Н.

5. Расчетный скорректированный ресурс подшипника при a1 = 1 (вероятность безотказной работы 90%, табл. 7.5 [1]), a23 = 0.7 (обычные условия применения, см. стр. 108 [1]), k = 3 (шариковый подшипник):

L10ah = a1a23•(Cr/Pr)k • (106/60n) = 1 • 0.7 • (14000/839.12)3•(106/60•719.19) = 75338 ч.

6. Так как расчетный ресурс больше требуемого: L10ah > L'10ah (75338 > 33533.28), то предварительно назначенный подшипник 205 пригоден. При требуемом ресурсе 90%.



8.2 Подшипники промежуточного вала

Исходные данные для расчета: частота вращения вала n = 183 мин-1; требуемый ресурс при вероятности безотказной работы 90%: L'10ah = 33533.28 ч.; диаметр посадочных поверхностей вала d = 30 мм; максимальные длительно действующие силы: Fr1max = Fr/2 = 513.8 Н, Fr2max = Fr/2 = 513.8 Н, FAmax = 401.32 Н; режим нагружения - III - средний нормальный; ожидаемая температура работы tраб = 50oC.

Для типового режима нагружения III коэффициент эквивалентности KE = 0.56. Вычисляем эквивалентные нагрузки:

Fr1 = KEFr1max = 0.56 • 513.8 = 287.73 Н;

Fr2 = KEFr2max = 0.56 • 513.8 = 287.73 Н;

FA = KEFAmax = 0.56 • 401.32 = 224.74 Н.

Предварительно назначаем шариковые радиальные подшипники легкой серии 206. Схема установки подшипников - враспор.

Для выбранной схемы установки подшипников следует:

Fa1 = FA = 224.74 Н;

Fa2 = 0.

Дальнейший расчет производим для более нагруженной опоры 1.

1. Для принятых подшипников из табл. 24.10 [1] находим:

Cr = 19500 Н;

C0r = 10000 Н.

2. Отношение iFa/C0r = 1•224.74/10000 = 0.022.

Из табл. 7.1 выписываем, применяя линейную интерполяцию значений (т.к. значение iFa/C0r является промежуточным) X = 0.56, Y = 2.12, e = 0.21.



3. Отношение Fa/(VFr) = 224.74/(1•287.73) = 0.781, что больше e = 0.21 (V=1 при вращении внутреннего кольца). Окончательно принимаем X = 0.56, Y = 2.12.

4. Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка

Pr = (VXFr + YFa)KбKт.

Принимаем Kб [1, табл. 7.4 стр 107]; Kт = 1 (tраб < 100o).

Pr = (1 • 0.56 • 287.73 + 2.12 • 224.74) • 1.4 • 1 = 892.61 Н.

5. Расчетный скорректированный ресурс подшипника при a1 = 1 (вероятность безотказной работы 90%, табл. 7.5 [1]), a23 = 0.7 (обычные условия применения, см. стр. 108 [1]), k = 3 (шариковый подшипник):

L10ah = a1a23•(Cr/Pr)k • (106/60n) = 1 • 0.7 • (19500/892.61)3•(106/60•183) = 664683 ч.

6. Так как расчетный ресурс больше требуемого: L10ah > L'10ah (664683 > 33533.28), то предварительно назначенный подшипник 206 пригоден. При требуемом ресурсе 90%.

8.3 Подшипники выходного вала

Исходные данные для расчета: частота вращения вала n = 60 мин-1; требуемый ресурс при вероятности безотказной работы 90%: L'10ah = 33533.28 ч.; диаметр посадочных поверхностей вала d = 50 мм; максимальные длительно действующие силы: Fr1max = Fr/2 = 1182.39 Н, Fr2max = Fr/2 = 1182.39 Н, FAmax = 1023.99 Н; режим нагружения - III - средний нормальный; ожидаемая температура работы tраб = 50oC.

Для типового режима нагружения III коэффициент эквивалентности KE = 0.56. Вычисляем эквивалентные нагрузки:

Fr1 = KEFr1max = 0.56 • 1182.39 = 662.14 Н;

Fr2 = KEFr2max = 0.56 • 1182.39 = 662.14 Н;

FA = KEFAmax = 0.56 • 1023.99 = 573.43 Н.

Предварительно назначаем шариковые радиальные подшипники легкой серии 210. Схема установки подшипников - враспор.

Для выбранной схемы установки подшипников следует:

Fa1 = FA = 573.43 Н;

Fa2 = 0.

Дальнейший расчет производим для более нагруженной опоры 1.

1. Для принятых подшипников из табл. 24.10 [1] находим:

Cr = 19500 Н;

C0r = 10000 Н.

2. Отношение iFa/C0r = 1•573.43/10000 = 0.057.

Из табл. 7.1 [1, стр.104] выписываем, применяя линейную интерполяцию значений (т.к. значение iFa/C0r является промежуточным) X = 0.56, Y = 1.7, e = 0.26.

3. Отношение Fa/(VFr) = 573.43/(1•662.14) = 0.866, что больше e = 0.26 (V=1 при вращении внутреннего кольца). Окончательно принимаем X = 0.56, Y = 1.7.

4. Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка

Pr = (VXFr + YFa)KбKт.



Принимаем Kб [1, табл. 7.4 стр 107]; Kт = 1 (tраб < 100o).

Pr = (1 • 0.56 • 662.14 + 1.7 • 573.43) • 1.4 • 1 = 1883.88 Н.

5. Расчетный скорректированный ресурс подшипника при a1 = 1 (вероятность безотказной работы 90%, табл. 7.5 [1]), a23 = 0.7 (обычные условия применения, см. стр. 108 [1]), k = 3 (шариковый подшипник):

L10ah = a1a23•(Cr/Pr)k • (106/60n) = 1 • 0.7 • (19500/1883.88)3•(106/60•183) = 70703 ч.

6. Так как расчетный ресурс больше требуемого: L10ah > L'10ah (70703 > 33533.28), то предварительно назначенный подшипник 206 пригоден. При требуемом ресурсе 90%.



9. Конструирование корпусных деталей

При конструировании литой корпусной детали стенки следует по возможности выполнять одинаковой толщины. Толщину стенок литых деталей стремятся уменьшить до величины, определяемой условиями хорошего заполнения формы жидким металлом. Поэтому чем больше размеры корпуса, тем толще должны быть его стенки. Основной материал корпусов - серый чугун не ниже марки СЧ15.[1, стр. 257]

Назначаем материалом корпуса чугун марки СЧ15.

Для редукторов толщину д стенки, отвечающую требованиям технологии литья, необходимой прочности и жесткости корпуса, вычисляют по формуле [1, стр. 257]

где T - вращающий момент на выходном (тихоходном валу), Н•м.

д = 6 мм.

Плоскости стенок, встречающиеся под прямым углом или тупым углом, сопрягают дугами радиусом r и R. Если стенки встречаются под острым углом, рекомендуют их соединять короткой вертикальной стенкой. В обоих случаях принимают: r ? 0,5д; R ? 1,5д, где д - толщина стенки. [1, стр. 257]

Назначаем

r = 3 мм;

R = 9 мм;

Формовочные уклоны задают углом в или катетом a в зависимости от высоты h. [1, стр. 258]

Толщину наружных ребер жесткости у их основания принимают равной 0,9...1,0 толщины основной стенки д. Толщина внутренних ребер из-за более медленного охлаждения металла должна быть 0,8д. Высоту ребер принимают hp ? 5д. Поперечное сечение ребер жесткости выполняют с уклоном. [1, стр. 258]

Часто к корпусной детали прикрепляют крышки, фланцы, кронштейны. Для их установки и крепления на корпусной детали предусматривают опорные платики. Эти платики при неточном литье могут быть смещены. Учитывая это, размеры сторон опорных платиков должны быть на величину С больше размеров опорных поверхностей прикрепляемых деталей. Для литых деталей средних размеров С = 2...4 мм. [1, стр. 258]

При конструировании корпусных деталей следует отделять обрабатываемые поверхности от "черных" (необрабатываемых). Обрабатываемые поверхности выполняют в виде платиков, высоту h которых можно принимать h = (0,4...0,5)д. [1, стр. 258]

Воизбежании поломки сверла поверхность детали, с которой соприкасается сверло в начале сверления, должна быть перпендикулярна оси сверла. [1, стр. 258]

Корпуса современных редукторов очерчивают плоскими поверхнотями, все выступающие элементы (бобышки, подшипниковые гнезда, ребра жеткости) устраняют с наружных поверхностей и вводят внутрь корпуса, лапы под болты крепления к основанию не выступают за габариты корпуса, проушины для транспортировки редуктора отлиты заодно с корпусом. При такой конструкции корпус характеризуют большая жесткость и лучшие виброакустические свойства, повышенная прочность в местах расположения болтов крепления, уменьшение коробления при старении, возможность размещения большего объема масла, упрощение наружной очистки, удовлетворение современным требованиям технической эстетики. Однако масса корпуса из-за этого несколько возрастает, а литейная оснастка усложнена. [1, стр. 262]

Диаметр d(мм) болтов крепления крышки принимают в зависимости от вращающего момента Т (Н•м) на выходном валу редуктора:



Назначаем болты для крепления крышки редуктора и корпуса М10-6g х **.58.016 ГОСТ 7796-70. Гайки для болтов крепления крышки редуктора и корпуса М10-6H.5 ГОСТ 15521-70.

Шайбы под гайки крепления крышки редуктора и корпуса 10 65Г ГОСТ 6402-70 (высота 2.5 мм).

Диаметр винта крепления редуктора к плите (раме): dф ? 1,25d, где d - диаметр винта (болта) крепления крышки и корпуса редуктора. [1, стр. 267]

dф ? 1,25 • 10 ? 13 мм.

Согласованное значение с ГОСТ.

dф = 12 мм.

Высота шайбы под этот винт 3 мм.



10. Конструирование крышек подшипников

Крышки подшипников изготавливают из чугуна марок СЧ15, СЧ20. [1, стр. 148]

Назначаем материал крышек - чугун марки СЧ20.

Различают крышки приветные и закладные. Выбираем приветный тип крышек. Схема крышки изображена на рис. 15. Схема крышки с манжетным уплотнением - рис. 16.

Рис. 15

Рис. 16

Определяющими при конструировании крышек является диаметр D отверстия в корпусе под подшипник. Ниже приведены рекомендации по выбору толщины д стенки, диаметра d и числа z винтов крепления крышки к корпусу в зависимости от D:

D, мм........	50...62	63...95	100...145	150...200
д, мм........	5	6	7	8
d, мм........	6	8	10	12
z..............	4	4	6	6



Размеры других конструктивных элементов крышки:

д1 = 1,2д;

д2 = (0,9...1)д;

Dф = D + (4...4,4)d;

c ? d.

Крышки подшипников входного вала.

D = 52 мм.

Назначаем

д = 5 мм;

d = 6 мм;

z = 4 мм;

д1 = 6 мм;

д2 = 5 мм;

Dф = 78 мм;

c = 6 мм.

Крышки подшипников промежуточного вала.

D = 62 мм.

Назначаем

д = 5 мм;

d = 6 мм;

z = 4 мм;

д1 = 6 мм;

д2 = 5 мм;

Dф = 88 мм;

c = 6 мм.



Крышки подшипников выходного вала.

D = 90 мм.

Назначаем

д = 6 мм;

d = 8 мм;

z = 4 мм;

д1 = 7 мм;

д2 = 6 мм;

Dф = 125 мм;

c = 8 мм.



11. Расчет ременной передачи

Расчет диаметра меньшего шкива d1, мм, если он не назначается по конструктивным соображениям исходя из габаритов установки, производят по формуле М.А. Саверина:

где Р1 - мощность на ведущем шкиве, кВт; n1 - частота вращения ведущего шкива, об/мин.

Имея n1 = 719.19 об/мин и требуемую мощность для привода Р1 = 7.24 кВт, и используя коэффициент 1200, получаем:

d1 = 259 мм.

Расчетный диаметр ведущего шкива не должен быть меньше минимально допустимого и принимаемого по рекомендациям табл. в зависимости от предварительно назначенного материала и типа ремня.

Число прокладок	Резинотканевые ремни с каркасом из ткани
	Б-800, Б-820	БКНЛ-65, БКНЛ-65-2
	с прослойками	без прослоек	с прослойками	без прослоек
3	180/140	140/112	140/112	125/90
4	224/180	200/140	180/140	160/112
5	315/224	250/180	224/180	200/140
6	355/315	315/224	280/200	224/180
синтетические ремни
Толщина d , мм	0,4	0,5	0,6	0,7	0,8	0,9	1,0	1,1	1,2
dmin, мм	28	36	45	56	63	71	80	90	100



В данной работе мы не определяем конструкцию шкивов, а определяем только значения диаметров, чтобы в дальнейшем определить тяговое усилие ремня, которое необходимо для расчета вала на прочность.

Округлим полученное значение диаметра до значения из стандартного ряда Ra:

d1 = 260 мм.

Определим диаметр ведомого шкива по формуле:

d2 = d1•0,99•Uр,

где Uр - заданное передаточное отношение ременной передачи (Uр = 2), а коэффициент 0,99 есть коэффициент упругого скольжения, принимаемый для резинотканевых ремней.

d2 = 514.8 мм.

Округлим полученное значение диаметра до ближайшего значения из стандартного ряда Ra:

d2 = 530 мм.

Действительное передаточное число ременной передачи:

Uр = d2/(0,99•d1);

Uр = 2.06.

Определим тяговое усилие ремня на вал.

Fр = T1/d2;

где T1 - момент на входном валу редуктора.

Fр = 1000•91.39/530 = 172.4 Н.



12. Расчет валов на прочность

Расчет на статическую прочность. Проверку статической прочтности выполняют в целях предупреждения пластических деформаций в период действия кратковременных перегрузок (например, при пуске, разгоне, реверсировании, торможении, срабатывании предохранительного устройства). [1, стр. 165]

Величина нагрузки зависит от конструкции передачи (привода). Так при наличии предохранительной муфты величину перегрузки определяет момент, при котором эта муфта срабатывает. При отсутствии предохранительной предохранительной муфты возможную перегрузку условно принимают равной перегрузке при пуске приводного электродвигателя. [1, стр. 165]

В расчете используют коэффициент перегрузки Kп = Tmax/T, где Tmax - максимальный кратковременный действующий вращающий момент (момент перегрузки); T - номинальный (расчетный) вращающий момент. [1, стр. 165]

Коэффициент перегрузки выбирается по справочной таблице 24.9 [1]. Для выбранного двигателя:

Kп = 2.2 .

В расчете определяют нормальные у и касательные ф напряжения в рассматриваемом сечении вала при действии максимальных нагрузок:

у = 103Mmax/W + Fmax/A; ф = 103Mкmax/Wк,

где - суммарный изгибающий момент, Н•м; Mкmax = Tmax = KпT - крутящий момент, Н•м; Fmax = KпF - осевая сила, Н; W и Wк - моменты сопротивления сечения вала при расчете на изгиб и кручение, мм3; A - площадь поперечного сечения, мм2. [1, стр. 166]

Частные коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям (пределы текучести ут и фт материала см. табл. 10.2[1]) [1, стр. 166]:

Sту = ут/у; Sтф = фт/ф.

Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести при совместном действии нормальных и касательных напряжений [1, стр. 166]

Статическую прочность считают обеспеченной, если Sт ? [Sт], где [Sт] = 1,3...2 - минимально допустимое значение общего коэффициента запаса по текучести (назначают в зависимости от ответсвенности конструкции и последствий разружения вала, точности определения нагрузок и напряжений, уровня технологии изготовления и контроля). [1, стр. 166]

Рис. 17

Моменты сопротивления W при изгибе, Wк при кручении и площадь A вычисляют по нетто-сечению для вала с одним шпоночным пазом [1, стр. 166]:

W = рd3/32 - bh(2d-h)2/(16d);



Wк = рd3/16 - bh(2d-h)2/(16d);

A = рd2/4 - bh/2.

При расчетах принимают, что насаженные на вал детали передают силы и моменты валу на середине своей ширины. [1, стр. 164]

12.1 Входной вал

Расчет на статическую прочность. Расчет на прочность производится с помощью программных средств сайта http://sopromat.org

Длины участков для всех схем вала:

L1 = 37 мм; L2 = 37 мм; L3 = 36.5 мм; L4 = 14 мм.

Действующие номинальные нагрузки:

Ft = 2794.37 Н (тяговая нагрузка в зацеплении);

Fr = 1027.59 Н (радиальная нагрузка в зацеплении);

Fa = 401.32 Н (осевая нагрузка в зацеплении);

Fр = 172.4 Н (тяговая сила ремня);

T = 91.39 Н•м.

В расчетной схеме предполагается, что продольная ось ремня параллельна действию тяговой нагрузки в зацеплении передачи.

Расчетная схема вала для построения эпюры Mx (на схеме Py(b)=Fr):



Эпюра Mx:

Расчетная схема вала для построения эпюры My (на схеме Py(b)=Ft, Py(d)=Fр):

Эпюра My:

Расчетная схема вала для построения эпюры N:



Эпюра N (осевые факторы):

Расчетная схема вала для построения эпюры Mкр:

Эпюра Mкр:



Очевидно, что опасным является место зубчатого зацепления, в котором действуют все виды внутренних факторов. Рассмотрим его:

Mx = 19010 Н•мм;

My = 48550 Н•мм;

F = 401 Н;

Mк = 91 Н•м;

Mmax = 114706 Н•мм;

Fmax = 2.2 • 401 = 882.2 Н;

Mкmax = 2.2 • 91 = 200.2 Н•м.

Расчетный диаметр в сечении вала-шестерни: d = 29.5 мм.

W = 2520.38 мм3;

Wк = 5040.76 мм3;

A = 683.49 мм2.

у = 46.8 МПа;

ф = 39.72 МПа.

Частные коэффициенты запаса:

STу = 16.03;

STф = 11.33;

Общий коэффициент запаса:

ST =9.25.

Полученный коэффициент запаса не дает сомнения в прочности вала. Принимаем ранее расчитанные параметры окончательными.

12.2 Промежуточный вал

Расчет на статическую прочность. Расчет на прочность производится с помощью программных средств сайта http://sopromat.org

Длины участков для всех схем вала:



L1 = 47.5 мм; L2 = 72.5 мм; L3 = 37 мм.

Действующие номинальные нагрузки:

Ft = 2794.37 Н (тяговая нагрузка в зацеплении);

Fr1 = 2364.78 Н (радиальная нагрузка в зацеплении шестерни на этом вале);

Fr2 = 1027.59 Н (радиальная нагрузка в зацеплении колеса на этом вале);

Fa1 = 1023.99 Н (осевая нагрузка в зацеплении шестерни на этом вале);

Fa2 = 401.32 Н (осевая нагрузка в зацеплении колеса на этом вале);

T = 348.39 Н•м.

Расчетная схема вала для построения эпюры Mx (на схеме Py(b)=Fr2, Py(c)=Fr1):

Эпюра Mx:



Расчетная схема вала для построения эпюры My (на схеме Py(b)=Ft2, Py(c)=Ft1):

Эпюра My:

Расчетная схема вала для построения эпюры N:



Эпюра N (осевые факторы):

Расчетная схема вала для построения эпюры Mкр:

Эпюра Mкр:

Очевидно, что опасным является место зубчатого зацепления, в котором действуют все виды внутренних факторов. Рассмотрим его:

Mx = 78380 Н•мм;

My = 150149 Н•мм;

F = 623 Н;

Mк = 348 Н•м;



Mmax = 372626.7 Н•мм;

Fmax = 2.2 • 623 = 1370.6 Н;

Mкmax = 2.2 • 348 = 765.6 Н•м.

Диаметр в сечении: d = 35.2 мм.

Размеры шпоночного соединения (см. рис. 17): b = 10 мм; h = 8 мм.

W = 3728.72 мм3;

Wк = 8010.54 мм3;

A = 933.14 мм2.

у = 101.4 МПа;

ф = 95.57 МПа.

Частные коэффициенты запаса:

STу = 7.4;

STф = 4.71;

Общий коэффициент запаса:

ST =3.97.

Полученный коэффициент запаса не дает сомнения в прочности вала. Принимаем ранее расчитанные параметры окончательными.

12.3 Выходной вал

Расчет на статическую прочность. Расчет на прочность производится с помощью программных средств сайта http://sopromat.org

Длины участков для всех схем вала:

L1 = 47.5 мм; L2 = 47.5 мм; L3 = 85 мм; L4 = 55 мм.

Действующие номинальные нагрузки:

Ft = 6415.43 Н (тяговая нагрузка в зацеплении);

Fr = 2364.78 Н (радиальная нагрузка в зацеплении);



Fa = 1023.99 Н (осевая нагрузка в зацеплении);

T = 1030.72 Н•м.

Расчетная схема вала для построения эпюры Mx (на схеме Py(b)=Fr):

Эпюра Mx:

Расчетная схема вала для построения эпюры My (на схеме Py(b)=Ft):



Эпюра My:

Расчетная схема вала для построения эпюры N:

Эпюра N (осевые факторы):



Расчетная схема вала для построения эпюры Mкр:

Эпюра Mкр:

Очевидно, что опасным является место зубчатого зацепления, в котором действуют все виды внутренних факторов. Рассмотрим его:

Mx = 56164 Н•мм;

My = 152366 Н•мм;

F = 1024 Н;

Mк = 1031 Н•м;

Mmax = 357253.1 Н•мм;

Fmax = 2.2 • 1024 = 2252.8 Н;

Mкmax = 2.2 • 1031 = 2268.2 Н•м.

Диаметр в сечении: d = 59.5 мм.

Размеры шпоночного соединения (см. рис. 17): b = 18 мм; h = 11 мм.

W = 18254.1 мм3;

Wк = 38934.11 мм3;



A = 2681.51 мм2.

у = 20.41 МПа;

ф = 58.26 МПа.

Частные коэффициенты запаса:

STу = 36.75;

STф = 7.72;

Общий коэффициент запаса:

ST =7.56.

Полученный коэффициент запаса не дает сомнения в прочности вала. Принимаем ранее расчитанные параметры окончательными.



13. Выбор манжетных уплотнений

Назначим манжеты по ГОСТ 8752-79. Выбор манжеты осуществляется таким образом, чтобы согласовывались диаметр отверстия манжеты и диаметр вала d, наружный диаметр D1, ширина манжеты h1 с соотеветсвующими размерами.

Рис. 18

В данном проектном расчете при подборе манжет будем учитывать только равенство диаметра вала и отверстия манжеты.

Назначаем тип манжет 1. Наружный диаметр D1 соответствует ряду 1 ГОСТа.

13.1 Входной вал

Размеры манжеты из ГОСТ 8752-79:

d = 25 мм;

D1 = 42 мм;

h1 = 8 мм.



13.2 Промежуточный вал

Размеры манжеты из ГОСТ 8752-79:

d = 30 мм;

D1 = 52 мм;

h1 = 10 мм.

13.3 Выходной вал

Размеры манжеты из ГОСТ 8752-79:

d = 50 мм;

D1 = 70 мм;

h1 = 10 мм.



14. Выбор смазочных материалов и системы смазывания

Для уменьшения потерь мощности на трение, снижение интенсивности изнашивания трущихся поверхностей, их охлаждения и очистки от продуктов износа, а также для предохранения от заедания, задиров, коррозии должно быть обеспечено надежное смазывание трущихся поверхностей. [1, стр. 172]

Для смазывания передач широко применяют картерную систему. В корпус редуктора или коробки передач заливают масло так, чтобы венцы колес были в него погружены. Колоса при вращении увдекают масло, разбрызгивая его внутри корпуса. Масло попадает на внутренние стенки корпуса, откуда стекает в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которая покрывает поверхность расположенных внутри корпуса деталей. [1, стр. 172]

Картерное смазывание применют при окружной скорости зубчатых колес и червяков от 0,3 до 12,5 м/c. При более высоких скоростях масло сбрасывает с зубьев центробежная сила и зацепление работает при недостаточном смазывании. Кроме того, заметно возрастают потери мощности на перемешивание масла, повышается его температура. [1, стр. 172]

Окружная скорость зацепления второй (см. пункт "Расчет межосевого расстояния"): н = 0.74 м/с. Картерная система смазывания подходит для проектируемой передачи. Выбор смазочного материала основан на опыте эксплуатации машин.

Преимущественное применение имеют масла. Принцип назначения сорта масла следующий: чем выше окружная скорость колеса, тем меньше должна быть вязкость масла и чем выше контактные давления в зацеплении, тем большей вязкостью должно обладать масло. Поэтому требуемую вязкость масла определяют в зависимость от контактного напряжения о окружной скорости колес.

Контактные напряжения уH, МПа	Рекомендуемая кинематическая вязкость, мм2/c при окружно скорости м/c
	до 2	2…5	св. 5
Для зубчатых передач при 40о C
До 600 600…1000 1000…1200	34 60 70	28 50 60	22 40 50
Для червячных передач при 100о C
До 200 200…250 250…300	25 32 40	20 25 30	15 18 23

Для предельного контактного напряжения 482.81 МПа и окружной скорости 0.74 м/с выбираем рекомендованное значение кинематической вязкости масла 34 мм2/c.

Марка масла	Кинематическая вязкость, мм2/c
Для зубчатых передач при 40о C
И-Л-А-22 И-Г-А-32 И-Г-А-46 И-Г-А-68	19…25 29…35 41…51 61…75
Для червячных передач при 100о C
И-Г-С-220 И-Т-С-320 Авиац. МС-20 Цилиндровое 52	14 20 20,5 52

Для рекомендуемой вязкости 34 мм2/c выбираем масло индустриальное И-Г-А-32.

Уровень полгружения должен быть таким, чтобы в масло были погружены венецы зубчатых колес обоих ступеней, т.к. скорость в зацеплении меньше 1 м/с.



Список используемой литературы

привод передача шпонка вал

1. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для техн. спец. вузов. - 6-е изд., исп. - М.: Высш. шк., 2000. - 447 с.

2. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. В 3-х томах. Т.1. - 6е изд., перераб и доп. - М.: Машиностроение, 1982. - 736 с.

Размещено на Allbest.ru